3.2 Расчет быстроходной ступени

3.2.1.Выбор материала колес зубчатой пары

Выбираем Сталь 45. Назначаем то – улучшение с твердостью шестерни НВ₁=248,5 и твердостью колеса НВ₂=193

3.2.2.Определение допускаемых контактных напряжений

а)определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_HL1 и колеса K_HL2 по формулам и

где N₁ – наработка шестерни, N₂ – наработка колеса, исм. п.2.3.

N₁>N_HO1=16,5∙10⁶, значит K_HL1=1

N₂>N_HO2=10∙10⁶, значит K_HL2=1

где N_HO – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (см. табл.3.3 /2/)

б)определяем допускаемое контактное напряжение и, соответствующее пределу выносливости при числе циклов перемены напряженийN_HO1 и N_HO2

Н/мм²

Н/мм²

в)Определяем допускаемые контактные напряжения

Н/мм²

Н/мм²

Так как Н/мм²

3.2.3.Определение допускаемых напряжений изгиба

а)определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_FL1 и колеса K_FL2

N₁>N_FO=4∙10⁶, значит K_FL1=1

N₂>N_FO=4∙10⁶, значит K_FL2=1

б)определяем допускаемое напряжение изгиба и, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряженийN_FO1 и N_FO2

Н/мм²

Н/мм²

в)определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса

Н/мм²

Н/мм²

3.2.4 Межосевое расстояние

мм

K=10 – коэффициент, зависит от твердости шестерни и колеса стр 17 /1/

3.2.5 Окружная скорость

м/с

Назначаем 8-ю степень точности передачи табл 2.5 /1/

3.2.6 Уточняем межосевое расстояние по формуле

K_а = 410 - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач

- коэффициент нагрузки

табл. 2.6 /1/ - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагрузки

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки

- коэффициент ширины

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Так как редуктор соосный межосевое расстояние принимаем такое же как и у тихоходной ступени a_w=180 мм

3.2.7 Ширина венца колеса и шестерни

b₂=ψ_baa_w=0.25∙180=45 мм

Принимаем b=45 мм

b₁=b₂+5=50 мм

3.2.8 Минимальное значение модуля зацепления

мм

-вспомогательный коэффициент для косозубых передач

3.2.9 Максимальное значение модуля

мм

Принимаем по стандартному ряду m=2 мм

3.2.10 Угол наклона зубьев

3.2.11 Суммарное число зубьев шестерни и колеса

3.2.12 Действительная величина угла наклона зубьев

3.2.13 Число зубьев шестерни

3.2.14 Число зубьев колеса

3.2.15 Фактическое передаточное число

;

3.2.16 Основные геометрические размеры передачи

3.2.16.1 Основные размеры шестерни:

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев d_a1=d₁+2m=54.9+2∙2=58.9 мм

диаметр впадин зубьев d_f1=d₁-2.5m=54.9-2.5∙2=49.9 мм

3.2.16.2. Основные размеры колеса

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев d_a2=d₂+2m=305.1+2∙2=309.1 мм

диаметр впадин зубьев d_f2=d₂-2.5m=305.1-2.5∙2=300.1 мм

3.2.17 Проверка межосевого расстояния a_w=(d₁+d₂)/2=(54.9+305.1)/2=180 мм

3.2.18 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

МПа

3.2.19 Силы в зацеплении

а) окружная F_t=2·10³T_1Б/d₁=2·10³·33.2/54.9=1209.5 Н

б) радиальная F_r=F_t·tgα/cosβ=1209.5·tg20/cos10.47=447.7 Н

в) осевая F_a=F_t·tgβ=1209.5·tg10.47=223.5 Н

3.2.20 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

а) в зубьях колеса

МПа

Y_FS2=3.59 - коэффициент формы зуба колеса

Y_β=1-βº/100=1-10.47/100=0.8953 – коэффициент учитывающий наклон зуба

Y_ε=0.65

б) в зубьях шестерни

Y_FS1=3.75 - коэффициент формы зуба шестерни